一级减速器设计说明书

1、机械设计课程设计说明书设计题目:一级直齿圆柱齿轮减速器班级学号J学生J指导老师J完成日期;设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器一、传动方案简图二、已知条件：L有关原始数据：运输带的有效拉力：F=1.47KN运输带速度：v=l.55m/S鼓轮直径：D=310mm2、工作情况：使用期限8年，2班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5斩载荷平稳；3、工作环境：灰尘；4、制造条件及生产批量：小批量生产；5、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算容1）运动参数的计算，电动机的选择；3）带传动的设计计算；2）齿轮传动的设计

2、计算；4）轴的设计与强度计算；5）滚动轴承的选择与校核；6）键的选择与强度校核；7）联轴器的选择。3、设计绘图:1）减速器装配图一；2）减速器零件图二；一、传动方案的拟定及说明4二、电机的选择41、电动机类型和结构型式42、电动机容量43、电动机额定功率Pm44、电动机的转速45、计算传动装置的总传动5三、计算传动装置的运动和动力参数51 .各轴转速52 .各轴输入功率为（kW）53 .各轴输入转矩（Nm）54 、传动件的设计计算61、设计带传动的主要参数62、齿轮传动设计8五、轴的设计计算111、高速轴的设计112、低速轴的设计12六、轴的疲劳强度校核141、高速轴的校核142、低速轴的校核

3、14七、轴承的选择及计算161、高速轴轴承的选择及计算162、低速轴的轴承选取及计算16八、键连接的选择及校核171、高速轴的键连接172、低速轴键的选取17九、联轴器的选择18十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择181、铸件减速器机体结构尺寸计算表182、减速器附件的选择22十一、润滑与密封221、润滑232、密封23十二、参考文献24一.传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为两级减速（包含带传动减速和一级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比围，以便选择合适的传动机构拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷简的转速卬，即60000V60000x1.55.=二95.

4、54r/min兀d3.14x310二.电机的选择1、电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列（IP44）三向异步电动机。它为卧式全封闭结构，具有防止灰尘等其他杂物侵入电机部的特点。2、电动机容量1）、工作机所需功率PwPw=FV=1.47x1.55=2.28KW2）、电动机输出功率PjP（l=n传动装置的总效率，=%,点"力4,么式中，7。小为从电动机至滚简轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书【1】表3-1查得：齿轮传动效率为5=0.97,滚动轴承传动效率为小=0.99,联轴器传动效率为3=。99,带传动效率%=0.96,工作机效率么=0.96包含轴承。则=

5、0.97x0.992x0.99x0.96x0.96=0,867故Pd=殳=2.63KWn忠3、电动机额定功率Pm由【1】表17-7选取电动机额定功率Pm=3kW4、电动机的转速设计计算及说明结果为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选围。由任务书中推荐减速装置（包括V带和一级减速器）传动比围r=620,则电动机转速可选围为=95.54x（6-20）=573.25-1910.83r/min可见同步转速为1000r/min的电动机均符合。由【1】表17-7选定电动机的型号为Y132S6。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转短Y132S63KW960r/min2.02.25、

6、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比1）、总传动比皂=%_=券-=10.05（符合6<i总<24）95.542）、分配传动比取带传动的传动比L=2.50,则齿轮的传动比.10.05"=二=4.02-i,2.5三、计算传动装置的运动和动力参数1 .各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：I轴、n轴，滚简轴为HI轴。各轴的转速为（r/min）_960_高速轴I的转速n,2.5384.00低速轴II的转速=乜=384.00/4.02=95.541）一滚简轴HI的转速n-95.54nw一2一2 .各轴输入功率为（kW）高速轴I的输入功率R=Pm*4=2.63x0.

7、96=2.52低速轴n的输入功率P=P1%*=2.52X0.99x0.97=2.42滚简轴III的输入功率P?=P2%=2.42x0.99x0.99=2.373.各轴输入转矩（N.m）9550-P1）、轴【的转矩为T,=1=62,72ni9550P2）、轴H的转矩为T.=-=242.06n29550P3）、轴H【的转矩为T3=237.24n3将各数据汇总如下表1传动参数的数据表轴I轴II轴in转速n（r/min）384.0095.5495.54功率P/kW2.522.422.37转矩T/（Nm）62.72242.06237.24四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数已知带传动的工作条件：

8、两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.63kw小带轮转速=960.00r/min大带轮转速n2=384.00r/min,传动比i】=2.50。设计容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率P。p0=K1-P=1.1X2.63=2.89kw设计计算及说明结果2)、选择V带型根据p.、n,由图8-10机械设计pl57选择A型带(dl=U2140mm)3)、确定带轮的基准直径d.并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径d.,由(机械设计pl5

9、5表8-6和pl57表8-8,取小带轮基准直径=125mm(2)、验算带速v乃笈xl25x960,v=!=m/5=6.28m/s60x100060x1000因为5m/s<6.28m/s30m/s,带轮符合推荐围(3)、计算大带轮的基准直径根据式8T5d&=iq=2.5x125mm=312.5mm,初定义,=315mm(4)、确定V带的中心距a和基准长度4a、根据式8-20机械设计pl520.7(2(以+以)0.7x(125+315)Wg42x(125+315)308<a<880初定中心距4o=600mmb、由式8-22计算带所需的基准长度/。=20+巳(，/“十八)+

10、(公"一24为=2X600+nX0.5X(125+315)+(315-125)(315-125)/4X600=1906mm由表8-2先带的基准长度。=1950加C.计算实际中心距a=4o+('d-/。)/2=600+(1950-1906)/2=622mm设计计算及说明结果中心距满足变化围：308880mm（5） .脸算小带轮包角生=180°-（</2一"力）/aX57.3°=180°-（315-125）/600X57.30=162°>90°包角满足条件（6） .计算带的根数单根V带所能传达的功率根据I=9

11、60r/min和d.=125mm表8-4a用插值法求得“0=L37kw单根v带的传递功率的增量Ap0已知A型v带,小带轮转速小=960r/min转动比二（"4p=2n2查表8-4b得po=0.llkw计算V带的根数查表8-5得包角修正系数h=0.96,表8-2得带长修正系数的=0.99二（o+Ao）XhXh=（1.37+0.11）X0.96X0.99=1.41KWZ二上二2.89/I.41=2.05故取3根.Pr（7）、计算单根V带的初拉力和最小值厂（2.5与min=500*-Zl%+qVV=178.9N对于新安装的V带，初拉力为：1.5居min=268N对于运转后的V带，初拉力为：

12、1.3£）min=232.5N（8） .计算带传动的压轴力好Fp=2ZFosin（al/2）=1064.8N（9） .带轮的设计结构设计计算及说明结果A.带轮的材料为：HT200B.V带轮的结构形式为：腹板式.C.结构图(略)2、齿轮传动设计1)、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数(1)、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)。(3)、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质)，硬度280320HBS,大齿轮材料为45(调质)，硬度为250-290HBS。二者硬度差为40HBs左右。(4)、

13、选小齿轮齿数4=24,齿轮传动比为i2=4.02,则大齿轮齿数z2=24X4.02=96.46,取z?=96。2)、按齿面接触疲劳强度设计进行计算。由设计计算公式进行计算，即3)、确定公式的各计算数值(1)、试选载荷系数Kt=1.3(2)、计算小齿轮传递的转矩。=62.72nni(3)、由表【2】10-7选取齿宽系数a=1。(4)、由表10-6差得材料的弹性影响系数Ze=189.8MR；,Zh=2.5(5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限产650Mp,；大齿轮的接触疲劳强度极限5.2=580叫。4)、计算应力循环次数。N)=60nJLh=60x384x1x(2x8x30

14、0x8)=8.85x10sn2N, _ 8.85x10s 402- 4.02=2.2x10s(1),由2】图10T9取接触疲劳寿命系数Khn1=O.93,Khn2=LO1。(2)、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1乐安全系数S=l,则cth,=一"皿=0.93X650=605MRScrH2=10而=L01x580=585.5MRS5)、计算(1)、试算小齿轮分度圆直径代人【5】中较小的值。d>312Kz"+1ZeZZ、(Pd9)=51.12mm(2)、计算圆周速度dhn.4x51.12x3841.v=1.03m/s60x100060x10006)、计算齿宽。b=9d

15、=1X51.12=51.12mm7)、计算齿宽与齿高之比。模数11=%=5L12/24=2.13mmZ】齿高h=2.25mt=2.25X2.13=4.79mm卜齿高比-=51.12/4.79=10.67h8）、计算载荷系数。根据v=1.03m/s,9级精度，由2】图10-8查得动载系数Kv=L04；直齿轮，KHa=Kr=1o由【2】表10-2查得使用系数K,、=1.25。由【2】表10-4用插值法查得7级精度、小齿匏相对支承对称布置时，KHp=1.314o卜由1=10.67,降巾=1.422查【2】图10T3得K印=1.32,故载荷系数K=KAKvKHaKH/?=1.25x1.04x1x1.3

16、14=1.71设计计算及说明结果9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径4=%后=51.12=55.99mm10）、计算模数m。ni=i=55.99/24=2.33z.11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。12）、确定公式的各计算值：（1）、由2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限o有=55OMP大齿轮的弯曲疲劳极限%包=390MPao、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数Km】=0.91,K林2=。,95。13）、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳许用安全系数S=L4,则=JSfnfe3.=091x550=357.5MP311S1.4gf2=一木2-=。95三必）=26

17、4.6MPaS1.414）、计算载荷系数K。K=KaKvK%Kfc=1.25x1.04x1x132=1.7215）、查取齿形系数。由【2】表10-5查得YFaI=2.65;YFa2=2.177o16）、查取应力校正系数。由【2】表10-5查得丫旬=1.58;丫时=1.793。17）、计算大、小齿轮的丝曳并加以比较。O2W=2-69x1.58=qq11712即上357.5Y=2.177x1.793=Q014752aF2264.6设计计算及说明结果设计计算及说明大齿轮的数值大。18)、设计计算，2xl.37x62.72x1()3m=;；x0.014752=1.7/mmVlx242对比计算结果，由齿

18、面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.77mm,并就近圆整为标准值为m=2.0mm,按接触强度算得的分度圆直径。=55.99mm,算出小齿轮齿数Z|=4=55.99/2=28.00,取z】=28mz2=4.02X28=112.54,取z?=U219)、几何尺寸的计算(1)、计算分度圆直径dl=28X2.0=56.0nund2=112X2.0=224.0mm(2)、计算中心距a=-i=56.0+224.0/2=

19、140.0mm220)、计算齿轮宽度b=%d=1X56.0=56.0mm取b2=56mm,b1=61mm。五、轴的设计计算选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为5/=6OMPa。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为l2T.2x62.72x1()3.212x242.06x10s八、TE=L=2240N,&=二=2161N456-d.224F=F“tan200=815N，巳=F.tan20°=787Nri11rxi.1、高速轴的设计按公式dmm=A。；一初步计算轴的最小直径。轴的材料为45钢，调质处理。根据2表1

20、5-3,取A(“=110。则dmmi=Au5=20,6mmVni又因为高速轴I有1个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大5$-10机现将轴增大6机则增大后的最小轴径d'ini=20.6x(1+0.06)=21.84mm，取为25mm0(2)、轴上各段直径的初步确定。A段:dl=25由最小直径算出。B段：d2=32,根据毡圈油封标准。C段：d3=35,与轴承(深沟球轴承6207)配合，取轴承径35nlm。D段：d4=40,设计非定位轴肩高度h=2.5mm,高速轴径40。E段：d5=56,高速轴齿轮分度圆直径56。F段：d6=40,设计定位轴肩高度h=2.5mm。G

21、段：d7=35,与轴承(深沟球轴承6207)配合。(3)、轴上各段所对应的长度。A段长度为L】=50mm；根据带轮轮毂宽度B段长度为Lz=38mm；根据毡圈油封标准。设计计算及说明结果C段长度为L3=26mm；由轴承（深沟球轴承6207）宽度及档油环宽度决定，D段长度为L4=8mm；定位轴肩E段长度为L,=61mm；齿轮齿宽F段长度为L6=8mm；定位轴肩G段长度为L?=29mm。由轴承（深沟球轴承6207）宽度及档油环宽度决定（4）、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。2、低速轴的设计1）、初步确定轴的最小直径。按公式dmm=初步计算轴的最小直径。选

22、取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A02=11O。则dniin2=人02=32.31mm又因为低速轴I有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大6%-10轨现将轴增大6队则增大后的最小轴径为*暄=3231XI.06=34.25mm,圆整为38mm。6二）FEI）CBA低速轴的轮廓图如上所示。2）、轴上各段直径的初步确定。A段：dl=38nun,与弹性柱销联轴器配合B段：d2=43mm,设定轴肩高h=2.5mm。C段：d3=45,与轴承配合。D段：d4=50mm,设定非轴肩高度为2.5mm。E段：d5=55mm,设定轴肩高为2.5mm。F段：d6=45mm,

23、与轴承配合。3）、轴上各段所对应的长度。A段长度为L=68mm；根据弹性柱销联轴器宽度B段长度为L?=39mm；根据轴肩与箱体之间的距离C段长度为La=42mm；根据轴承的宽度与档油环宽度D段长度为L4=54mm；齿轮齿宽减速2mmE段长度为Ls=10mm；定位轴肩F段长度为L6=29mm；根据轴承的宽度与档油环宽度4）、各轴段的倒角设计按【2】表L5-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。六、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核Ft,Fr的方向如下图所示（1）轴支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=1119.91N

24、垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=O那么RA'=RB'=FrX62/124=458N（2）画弯矩图设计计算及说明结果右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩:MC=RAX62=116.65Nm垂直面的弯矩：MCr=MC2'二RA'X62=41.09Nm合成弯矩：Mn=Mr2=M：+=7116.652+41.09f=123.68M(3)画转矩图：T=FtXd2/2=62.72Nm(4)画当量弯短图因为是单向回转，转短为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：MeC2=7a/C22+(<iT)2=3O7.56M”(5)判断危险截面并验算强度

25、右起第四段剖面C处当量弯短最大，而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm,由课本表13-1有：o-l二60Mpa则：。e=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=307.56X1000/(0.1X603)=14.24Nm<o-l右起第一段D处虽仅受转短但其直径较小，故该面也为危险截面:=V<0T)2=0.6x91.52=54.912Nmoe=MD/W=MD/(O.1Dl:,)=54.912X1000/(0.1X453)=6.026Nm<o-l所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：到济而卡.51.5513LiF/act111i11

26、11111ir-t11111一忸1!1卒特!60.9.7Nn;协Wj11111辛射而尔i!：i11111111-Ra*!1?£1金忡同119.47Nn111111111164期m!1311/、11l1.阪y<1DN苑M：h1111111111!73.14Nn111I会常（L-：/心02!6Nn：机W为小i11«2、低速轴的校核（1）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力:RA=RB=Ft/2=1080.62N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA'=RB'=FrX62/124=430N

27、（2）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯短：水平面的弯矩:MC=RAX62=119.72Nm垂直面的弯矩:MCI'=MC2'=RA'X62=59.86Nm合成弯矩：M=JMr2+Mri2=a/H9.722+59.862=133.85Mnv1L/jgvvJ(3)画转矩图：T=FtXd2/2=242.06Nm(4)画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：M°=鼻Mc22+(。7)2=330.7M"(5)判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面。已知Me

28、C2=330.7Nm,由课本表13-1有:0-1=60Mpa贝I：oe=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=330,7X1000/(0.1X653)=12.04Nm<o-l右起第一段D处虽仅受转短但其直径较小，故该面也为危险截面：Md=J(a7y=0.6x504.0=302.4Moe=MD/W=MD/(O.1-DI3)=302.4X1000/(0.1X50=24.19Nm<o-l所以确定的尺寸是安全的O以上计算所需的图如下：七、轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算1）、高速轴的轴承选取深沟球轴承6207型C=3L5kN2）、计算轴承的径向载荷A处轴承径向力耳=+Fnv=

29、J1092、+795'=135INC处轴承径向力1;2=7H22+fv22=V10532+7672=13O3N所以在C处轴承易受破坏。3）、轴承的校验（1）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P=fp-Fr2,查【2】表13-6得载荷系数fp=1.2。P=1.2xl351=1621N（2）,轴承的使用寿命为8年，2班制，即预计使用计算寿命L；=16x300x8=384001】轴承应有的基本额定动载荷值C=P;井，其中e=3,则V106C=1621x=18864N=18.864kN<Cr(3)、验算6207轴承的寿命3焉（.六忌、（喏）:70325h）38400h综上所得

30、6207轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1）、低速轴的轴承选取深沟球轴承6209型，C尸3L5kN。2）、计算轴承的径向载荷耳=其也+式=V10532+7672=13O3N3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P=fp耳.查表【2】13-6得载荷系数fp=L2。P=1.2xl3O3=1564N轴承的使用寿命为8年，即预计使用计算寿命L；=16x300x8=38400h轴承应有的基本额定动载荷值C=p；j”1，其中£=3,则V106c = 1564x360x95.54x3840010= 13628N = 13.628kN<Cr4）、验算6209轴承的寿命及

31、=会,=熹互'（零）:75264h>38400h综上所得6209轴承符合设计要求。八、键连接的选择及校核1、高速轴的键连接1)、高速轴键的选取查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003)选取A型键，bXhXL=8X7X42。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表6-2crp=100120MPao2)、强度校核2TxlO32x62.72x1()3bn=40MPa<(Tnlpkid3.5x32x25p故满足设计要求。2、低速轴键的选取1)、连接大齿轮的键：查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T10962003)选取A型键，bXhXL=14X9X41,轴的直径为50mm。连接联轴器的键：查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-20